某350MW汽輪發電機組多平面一次加重振動測試分析

王 羽， 徐偉軒， 郭寶仁

（華電電力科學研究院，遼寧 沈陽 110000）

0 引言

振動作為大型汽輪發電機組運行中的一個非常重要的指標，其好壞嚴重影響著機組的安全運行，因此，嚴格控制汽輪發電機組的振動大小是不可或缺的。機組的振動與汽輪機的結構、制造、安裝、運行方式等都有著密切的關系，而影響機組振動最為明顯的因素是轉子存在質量不平衡、熱不平衡等[1-4]。

1 機組簡介

某電廠一臺汽輪機為350 MW亞臨界、一次中間再熱、單軸、雙缸雙排汽凝汽反動式汽輪機。軸系由1根高中壓轉子、1根低壓轉子、1根發電機轉子組成，有6個支承軸承及1個推力軸承，支承軸承為4瓦塊可傾瓦，這種軸承具有穩定性好，自動對中能力強的優點，支承軸承座均為落地式。轉子之間通過剛性聯軸器連接，聯軸器分別與前后轉子整體地鍛在一起，其示意圖見圖1。

圖1 汽輪機軸系軸承分布圖Fig.1 Bearing distribution of the turbine shaft

每根轉子的前后本體內端面和高中壓轉子的中間面各有一個動平衡面，沿每個平衡面圓周均布螺孔，可以實現不揭缸進行動平衡加重，聯軸器螺栓位置處也可進行加重。

2 振動情況及原因分析

2.1 振動情況

對機組從209 MW負荷到停機階段進行了振動測量，各軸承處的軸振動見表1。

通過查閱啟動歷史數據，機組加負荷振動變化趨勢與停機降負荷時相反，即1號軸承處軸振動隨負荷增加而減小，其余各軸承處軸振動隨負荷增加而增大，啟停時振動變化量值基本相同。

轉子通過臨界轉速時，發電機及低壓轉子振動均不大，最大振動未超過100 μm；高中壓轉子振動偏大，最大為1X方向，其振動值最大達190μm。

表1 加重前各工況下軸相對振動值Tab.1 The relative vibration under each condition before balancing

2.2 振動原因分析

（1）臨界轉速時振動

機組通過各轉子臨界轉速時，發電機及低壓轉子振動不大，高中壓轉子高壓側振動偏大。轉速為1640 r/min時，軸振動工頻值，1X、2X分別為170 μm/114 o、118 μm/161 o，1Y、2Y分別為146 μm/203o、95 μm/245o，計算得知1、2號軸振動分量以同相為主。通過對降速過程的伯德圖分析（如圖2所示），可以看出，高中壓轉子存在質量不平衡。

（2）額定轉速時振動

機組解列后，3000 r/min額定轉速時，所有軸承處軸振動都在報警值內，最大為112μm，并且除1號軸振動外，其余軸振動都小于帶負荷時振動。

（3）帶負荷時振動

209MW負荷與解列前額定轉速相比，5X工頻振動值大58μm，6X大28μm，相位基本不變，5X、6X兩端軸振動呈同相，以工頻振動為主，過臨界時振動不大，該振動呈現3階振型，應是低發對輪連接過程存在缺陷引起。

低壓轉子兩端的軸振動隨負荷增加而增加，降低負荷振動略有回降，負荷穩定一段時間后，振動基本不變。振動以工頻為主，相位有30o左右的變化量。209MW負荷與解列前額定轉速相比，3Y、4X、4Y工頻振動有60μm左右的增量，3X工頻振動有34μm的增量，兩端軸振動反相分量居多。

高中壓轉子兩端的軸振動與有功負荷有關，1號軸振動隨負荷增加而減小，2號軸振動隨負荷增加而增加，負荷穩定一段時間后，振動穩定。209 MW負荷與解列前額定轉速相比，1號軸承工頻振動有50μm左右的減量，2號軸承工頻振動有40μm左右的增量；Y向以同相分量為主，X向同相及反相振動分量各占一半。

3 加重方案及結果

3.1 多平面平衡技巧

同時進行多轉子多平面平衡是一項非常困難的技術。首先，需要判斷不平衡的激振力來源，包括轉子的質量不平衡、熱不平衡、轉子彎曲等，進而選擇加重平面。

理想情況下，加重質量只對所在的轉子產生影響，并且一、二階振型具有正交性，互不干擾，但實際上并非如此，因此，在加重時各轉子之間以及各階振型之間的相互影響也需要進行考慮，帶負荷工況下，也需要考慮轉子的熱變量。

在此基礎上，借鑒同類型機組的振動響應數據，結合檢修與運行信息，對加重質量及角度進行了修正。加重時以帶負荷工況為主，兼顧臨界轉速及工作轉速下的振動。

3.2 加重方案

轉速一定時，振動比較穩定，再現性較好，可排除摩擦、部件松動等影響；振動以工頻為主，其他頻率分量不大，從振動性質上講，屬于轉子質量不平衡引起的強迫振動。

現場高速動平衡可以減小轉子質量不平衡以及熱變量引起的振動，進而可以降低臨界轉速、工作轉速及帶負荷階段的振動值，具體加重方案如下。

高中壓轉子本體內：高壓端面加重150g/320°，高中壓中間面加重560 g/220°，中壓端面加重200 g/300°。低壓轉子本體內：3瓦側加重210 g/220°，4瓦側加重210 g/40°。對輪處：4、5瓦對輪處（低發對輪）加重260g/45°。

3.3 加重后振動測試

加重后，對該汽輪機的啟機及帶負荷階段都進行了測量。由于在沖轉過程中高中壓轉子有輕微碰磨，而隨著帶負荷穩定之后，振動則有所降低。最終，在多平面一次加重之后，高中壓轉子過臨界、空轉以及帶負荷等工況下（受電網負荷限制，機組經常在220 MW以下負荷運行），整個軸系的軸振均小于100 μm，使機組處于安全運行的范圍內，具體數據見表2。

表2 加重后各工況下軸相對振動值Tab.2 The relative vibration under each condition after balancing

圖2 加重前1X伯德圖Fig.2 Bode diagram of 1X before balancing

圖3 加重后1X伯德圖Fig.3 Bode diagram of 1X after balancing

圖4 加重前2X伯德圖Fig.4 Bode diagram of 2X before balancing

圖5 加重后2X伯德圖Fig.5 Bode diagram of 2X after balancing

圖6 加重前5X伯德圖Fig.6 Bode diagram of 5X before balancing

圖7 加重后5X伯德圖Fig.7 Bode diagram of 5X after balancing

4 結論

對于高中壓轉子、低壓轉子以及發電機轉子在過臨界、工作轉速空轉和帶負荷等工況下多個軸承處軸振動偏大的問題，通常手段是對單轉子單工況分別采用影響系數法進行動平衡，這就需要機組多次啟停。

本文采用多平面多工況無試重的動平衡技術一次加重將各振動值都降至滿足機組安全運行的狀態，大大減少了機組啟停次數，最大程度節約了啟停成本。對同類型機組有一定的借鑒意義，也可以將其進行推廣。

圖8 加重前6X伯德圖Fig.8 Bode diagram of 6X before balancing

圖9 加重后6X伯德圖Fig.9 Bode diagram of 6X after balancing

[1]寇勝利.汽輪發電機組的振動及現場平衡[M].北京：中國電力出版社,2007.

[2]鐘一諤,何衍宗,王正.轉子動力學[M].北京:清華大學出版社,1987.

[3]安勝利,楊黎明.轉子現場動平衡技術[M].北京：國防工業出版社,2007.

[4]郭寶仁,常浩,汽輪發電機組振動診斷技術問答[M].北京:中國電力出版社,2016.